JP2006064011A - 油圧式無段式変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】油圧ポンプ及び／又は油圧モータの可動斜板の斜板角度を精度よく制御することを目的とする。
【解決手段】少なくともいずれか一方を可変容積型とした油圧ポンプ１０及び／又は油圧モータ１１と、該油圧ポンプ１０及び／又は油圧モータ１１の可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度を制御する油圧サーボ機構２とを一体的に構成し、変速操作レバー２９の操作により可動斜板１０ａ・１１ａを傾動させる油圧式無段変速装置１において、前記油圧サーボ機構２の可動斜板１０ａ・１１ａを傾動させる変速駆動部材（ピン２７）を減速側に摺動させるシリンダ４１とスプール４０等とからなるアクチュエーターと一体的に設け、該アクチュエーターに前記油圧ポンプ１０と油圧モータ１１とを接続する閉回路のメイン油路１３の圧油を導き作動させる負荷制御機構４・１０４とした。
【選択図】図１

Description

本発明は、油圧式無段変速装置に関し、より詳細には、油圧式無段変速装置を構成する油圧ポンプ及び／又は油圧モータの可動斜板の斜板角度を制御する技術に関する。

従来から、油圧ポンプ及び油圧モータから構成される油圧式無段変速装置（以下、「ＨＳＴ」と略記）は、油圧サーボ機構によって油圧ポンプや油圧モータの可動斜板を傾動制御して、可変容積型の油圧ポンプや油圧モータの容量調整を行うようにした構成が公知となっている。この油圧サーボ機構の構成としては、油圧ポンプやＨＳＴに取り付けられた電磁弁によって、油圧ポンプの回転数の増加に比例して自動的に可動斜板を傾動させる機構（オートモーティブ制御）や、油圧ポンプの可動斜板をＨＳＴの外部に装着された変速操作レバーによって操作する機構（マニュアルサーボ制御）等が公知である。

一方、上記ＨＳＴには、エンジンの負荷が設定値以上の場合に作業車両の走行速度を減速し、一方、エンジンの負荷が設定値以下の場合に走行速度を増速するように速度制御する機構（負荷制御機構）を備えたものが公知となっている。具体的には、作業負荷が所定値を超えないようにＨＳＴ（油圧ポンプ）の可動斜板を減速側へシフト等させて、エンストを防止するように構成されている。

このような油圧サーボ機構や負荷制御機構を備えたＨＳＴについては、例えば、特許文献１に記載されるようなＨＳＴが開示されている。
かかるＨＳＴは、可変容積型の油圧ポンプと、この油圧ポンプによる圧油で操作する油圧モータを２個備えるもので、これら２個の油圧モータのうち少なくとも一方を可変容積型の油圧モータに構成するとともに、これら２個の油圧モータの各出力回転を合流させて、単一の出力回転として取り出すための出力合流機構を設けたものである。そして、このように構成することで、可変容積型の油圧モータの出力回転を調節して出力トルクをほぼ２倍にでき、ＨＳＴにおける最大トルクの増大を図るものである。

上記特許文献１に開示されるＨＳＴは、油圧ポンプにおいて、可動斜板に連動する変速シリンダを変速バルブによって切換えて、この可動斜板を傾動させる油圧サーボ機構を備えるとともに、油圧モータの可動斜板が傾動可能に構成されている。そして、このように構成することで、作業車両の泥濘地等での作業中において、エンジンへの負荷トルクが増大した場合に、可変容積型に構成された一方の油圧モータの可動斜板を傾動させて低速トルクを増大させ、作業車両の速度制御をすることができる。
特開２００４−１１７６９号公報

なるほど、特許文献１に記載されるＨＳＴの構成によれば、作業車両の走行時に、一方の油圧モータの出力回転では作業車両がトルク不足となった場合に、メイン油路の油圧が切換シリンダに給排されて、他方の油圧モータの可動斜板を自動的に傾動させることができる。そして、このような負荷制御機構によって、トルク不足を解消して、エンスト等を防止することができる。

しかし、上記特許文献１に開示されるＨＳＴでは、上述の負荷制御機構は、一方を可変容積型の油圧モータとして配設することで、他方の油圧モータのトルク不足を補うことができるものの、可変容積型の油圧モータの可動斜板は切換えシリンダによって傾斜した状態と斜板角度が０度の状態とに切り換えられるのみであり、かかる可動斜板の斜板角度の制御の精度が悪く、中間角度での位置決め等はできない。また、油圧モータをメイン油路中に少なくとも２つ配設する必要があり構造が複雑であるとともに、適用範囲が限定されてしまっていた。また、時間の経過に伴って、油圧ポンプ等のクレイドルメタルが劣化して走行性能が変動してしまうため、負荷制御機構を構成する各部材において、予め余裕をもった設定構造とする必要があった。さらに、かかる負荷制御機構では、油圧モータ側の可動斜板を制御するものであるが、これを油圧ポンプ側の可動斜板の制御には適用することができない。

そこで、本発明においては、油圧式無段変速装置に関し、前記従来の課題を解決するもので、負荷制御機能を備えたＨＳＴにおいて、油圧ポンプ及び／又は油圧モータの可動斜板の斜板角度を精度よく制御することを目的とするものである。

本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。

すなわち、請求項１においては、少なくともいずれか一方を可変容積型とした油圧ポンプ及び／又は油圧モータと、該油圧ポンプ及び／又は油圧モータの可動斜板の斜板角度を制御する油圧サーボ機構とを一体的に構成し、変速操作レバーの操作により該可動斜板を傾動させる油圧式無段変速装置において、前記油圧サーボ機構の可動斜板を傾動させる変速駆動部材を減速側に摺動させるアクチュエーターを一体的に設け、前記油圧ポンプと油圧モータとを接続する閉回路のメイン油路の圧油を該アクチュエーターに導き作動させる負荷制御機構としたものである。

請求項２においては、請求項１において、前記油圧ポンプ側に構成される負荷制御機構は、前記メイン油路の圧油が給排されるシリンダと、該シリンダに摺動自在に内挿され、かつ、前記変速駆動部材と係合するスプールと、該スプールを一側に付勢する弾性部材とからなり、該スプールは、他側に前記メイン油路が連通され、負荷制御時には、前記弾性部材の付勢力に抗して前記変速駆動部材を係合しながら移動し、前記変速操作レバーによる傾動操作とは独立に前記可動斜板の斜板角度を制御するものである。

請求項３においては、請求項１において、前記油圧モータ側に構成される負荷制御機構は、前記メイン油路の圧油が給排されるシリンダと、該シリンダに摺動自在に内挿され、かつ、前記変速駆動部材と係合するスプールとからなり、前記スプールは、他端側に前記メイン油路が連通され、一端側に前記メイン油路の圧油力に対抗して該スプールを略一定に押圧する弾性部材又は油圧力を設け、前記メイン油路内の油圧が略一定となるように、前記変速操作レバーによる傾動操作とは独立に前記可動斜板の斜板角度を制御するものである。

請求項４においては、請求項２又は請求項３において、前記負荷制御機構は、前記メイン油路の油圧の増減に対して前記可動斜板の斜板角度の増減が反比例するように制御するものである。

請求項５においては、請求項２乃至請求項４において、前記負荷制御機構は、前記シリンダの内側壁にストッパ部を突設して、前記スプールの摺動位置を規制するものである。

請求項６においては、前記請求項１又は請求項２において、前記負荷制御機構は、低速走行時の油圧式変速装置の牽引力がエンジン馬力の牽引力の略半分となるように前記可動斜板の斜板角度を制御するものである。

請求項７においては、請求項２乃至請求項６において、前記負荷制御機構は、前記シリンダに、前記油圧ポンプ用のスプール及び前記油圧モータ用スプールをそれぞれ一体的に設けてなるものである。

請求項８においては、請求項２乃至請求項７において、前記負荷制御機構は、前記スプールが内挿されるシリンダ孔の一端側に、メイン油路内の圧油を受けて前記スプールを押圧するピンを設けるとともに、シリンダ孔の他端側にチャージ圧を導入して、ピンによるスプールの押圧に対抗させるものである。

請求項９においては、請求項２乃至請求項８の油圧式無段変速装置の前記油圧ポンプの後進側容量を制限し、コーナ馬力をエンジン出力より少し下になるようにする事により、後進走行時の油圧モータ制御領域のリリーフ圧曲線が、エンジン馬力線を超えることなく略一致するように構成するものである。

本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。

請求項１に示す構成としたので、可動斜板を制度よく制御することができ、その結果、走行装置を駆動する油圧式無段変速装置のメイン油路において、負荷がかかって油圧が増加すると、その油圧に応じてアクチュエーターが作動して、可動斜板を減速側に回動し、走行速度を減速して牽引力を高めることができて、エンストを防止できる。また、負荷がかかると自動的に可動斜板を傾動させてエンストを防止できるので、走行運転の際の操作が簡易となる。また、油圧サーボ機構と中立位置保持機構と負荷制御機構とを一体的に構成することが可能となり、コンパクトに制御機構を構成でき、組み立て等も容易に行うことができる。

請求項２に示す構成としたので、負荷制御機構によって、スプールを摺動させるとともに、スプールをピンと係合させて弾性部材の付勢力に抗して該ピンを移動させるように構成しているため、可動斜板を精度よく制御することができる。また、弾性部材を内挿することで、シリンダ等からなる負荷制御機構を小型化でき、さらに部品点数を低減できる。

請求項３に示す構成としたので、油圧モータの可動斜板を精度よく細かく傾動させることができ、効率よく最大出力を生起できる。また、油圧モータ制御領域で、容易にエンジン馬力線に近似させることができる。

請求項４に示す構成としたので、特に低速走行時のエンストを効果的に防止することができる。

請求項５に示す構成としたので、作業機による作業を行うための最低速度を確保して、かかる作業を効率よく行うことができ、また、ストッパ部は内側壁に一体的に構成できるため、安価に容易に構成することができる。

請求項６に示す構成としたので、予めエンジン馬力に対して牽引力に余裕を持たせて、負荷トルクが大きくなる作業を行う際であってもエンストを確実に防止できる。

請求項７に示す構成としたので、シリンダを着脱することで複数の負荷制御機構を一度に着脱できるため、着脱させる際の作業性が向上するとともに、負荷制御機構のメンテナンスが容易となる。

請求項８に示す構成としたので、油圧式無段変速装置に必要なチャージ圧を利用することができて、簡易な構成によって自動制御が可能となり、弾性部材を小さく構成することができ、安価な付勢手段を得ることができる。また、スプールを精度よく摺動させて、ひいては負荷制御機構による可動斜板の制御の精度が向上する。さらに、各負荷制御機構を略同じ部材で構成して製造工程を簡素化できる。

請求項９に示す構成としたので、負荷の小さな後進側に採用することにより、低コストで走行性能を落とすことなく、エンストを防止できる。

次に、発明の実施の形態を説明する。
図１は本発明に係る油圧式無段変速装置の全体的な構成を示した正面一部断面図、図２は中立位置保持機構を示す正面断面図、図３は同じく平面断面図、図４は同じく一側面図、図５は同じく他側面図、図６は油圧ポンプ用の負荷制御機構を示す正面断面図、図７は油圧式無段変速装置の油圧回路図、図８は油圧モータ用の負荷制御機構を示す正面断面図、図９は負荷制御機構による制御機構の一例を表した状態図、図１０はエンジン馬力線図、図１１は車速に対する牽引力の関係を表した図、図１２はリリーフ圧とエンジン馬力線との関係を表した図である。
本実施例に係る油圧式無段変速装置（以下、「ＨＳＴ」と略記）１は、トラクタ等の農作業用の作業車両に用いることができ、以下、本実施例においては、作業機としてローダ作業機を備えた作業車両に搭載される場合について説明する。

まず、本発明に係る油圧式無段変速装置の全体構成について、以下に説明する。
図１に示すように、ＨＳＴ１においては、いずれも可変容積型に構成した油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１をハウジング１２に内包するとともに、ハウジング１２には、その他に、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１の可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度を調整して、各油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１の出力回転を制御する機構としての油圧サーボ機構２・２、中立位置保持機構３（最大斜板位置保持機構１０３）及び負荷制御機構４・１０４等が設けられている。そして、油圧サーボ機構２・２、中立位置保持機構３（最大斜板位置保持機構１０３）及び負荷制御機構４・１０４等は、それぞれ油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１に対して一対ずつ設けられている。

以下、特に断りのない場合には、油圧ポンプ１０側の油圧サーボ機構２及び中立位置保持機構３等について説明する。すなわち、本実施例においては、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１に配置されるこれらの構成（油圧サーボ機構２・２、中立位置保持機構３（最大斜板位置保持機構１０３））は互いに異なることがなく、略同一の構成である。

本実施例においては、後述する理由から、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１をいずれも可変容積型に構成するのが好ましいが、少なくとも一方を可変容積型に構成して、他方を固定容積型に構成してもよい。例えば、油圧ポンプ１０を可変容積型に構成して油圧モータ１１を固定容積型に構成したり、油圧モータ１１を可変容積型に構成して油圧ポンプ１０を固定容積型に構成したりしてもよい。本実施例においては、特に断りがない場合には、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１を可変容積型に構成した場合について説明するが、本実施例はこれに限定されないことは、以上のことからいうまでもない。

ここで、図７に示すように、可変容積型の油圧ポンプ１０は、駆動軸５７、シリンダブロック（図略）、プランジャ（図略）及びプランジャに当接した可動斜板１０ａ等により構成されている。可動斜板１０ａはプランジャの頭部が当接または係合されて摺動量が変更され、油圧ポンプ１０の作動油の吐出量を調節可能に構成されている。可変容積型の油圧モータ１１は、可変容積型の油圧ポンプ１０と同様に、シリンダブロック（図略）、プランジャ（図略）及びプランジャに当接した可動斜板１１ａにより構成されている。可動斜板１１ａはプランジャの頭部が当接または係合されて摺動量が変更され、油圧モータ１１への圧油の吸入量を調節可能に構成されている。油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１は図示せぬ油路板の同一面に略平行に並設され、メイン油路１３を介して油圧ポンプ１０より圧油が油圧モータ１１に供給される。
このような構成により、エンジン１５からの駆動力が駆動軸５７に入力されて、油圧ポンプ１０が駆動される。そして、油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１は、油圧ポンプ１０の駆動力により吐出された圧油が油圧モータ１１に供給されて、この圧油の給排により油圧モータ１１が駆動され、油圧モータ１１の駆動力が出力軸５９に伝達される。

次に、油圧サーボ機構２について、以下に説明する。
図１に示すように、ＨＳＴ１は、油圧ポンプ１０と油圧モータ１１とが上下（左右であってもよい）に並設され、油圧ポンプ１０の一側方には油圧ポンプ１０用の油圧サーボ機構２が配設され、油圧モータ１１の一側方であって油圧サーボ機構２の下方に同じく油圧モータ１１用の油圧サーボ機構２が配設されている。油圧サーボ機構２は、ピストン２１と、該ピストン２１の内部に配置されるスプール２２を備えた手動斜板角度制御バルブ２３等とから構成されるもので、ＨＳＴ１のハウジング１２内部に収納されて、それぞれ一体的に構成されている。

油圧サーボ機構２は、手動斜板角度制御バルブ２３を備えるもので、具体的には、ハウジング１２内であって油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの側部にシリンダ室２４が形成され、シリンダ室２４内にピストン２１が収納され、ピストン２１の側面に可動斜板１０ａの側部より突設したピン軸２５が嵌合されている。ピストン２１の軸心位置には貫通孔が開口され、この貫通孔内にスプール２２が摺動自在に嵌装されている。

ピストン２１は、シリンダ室２４の上部と下部を連通する油路が形成され、スプール２２が摺動することによって、油路が連通又は遮断されてピストン２１の上下の油室に圧油が送油され、ピストン２１が上下方向に摺動するように構成されている。スプール２２の下部外周には嵌合溝２６が設けられ、嵌合溝２６にスプール２２の変速駆動部材としてのピン２７の一端部２７ａが嵌合されている。ピン２７の他端部２７ｂは、後述する中立位置保持機構３等を構成する捩じりバネ２８により挟持されている。ピン２７の一端部２７ａは、ハウジング１２及びピストン２１側面に開口した開口１２ａ及び開口２１ａからハウジング１２内部に挿入して、上述したように嵌合溝２６に嵌合している。

ピン２７と連動連結された油圧サーボ機構２の変速操作レバー２９を回動操作することにより、捩じりバネ２８の付勢力に抗してピン２７が上下方向（図１において上下方向）に移動し、これに伴ってスプール２２が上下方向に移動するように構成されている。このように手動斜板角度制御バルブ２３のスプール２２を摺動操作して油路を変更してピストン２１を摺動させることで、可動斜板１０ａを傾動させて、ＨＳＴ１を変速するようにしている。

次に、中立位置保持機構３等について、以下に詳述する。
図２乃至図５に示すように、中立位置保持機構３は、油圧サーボ機構２の変速操作レバー２９部分に設けられ、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの中立位置を保持するように構成されている。中立位置保持機構３は、ケーシング３０に内設され、デテントロッド３１が、ケーシング３０内の空間３０ａに長手方向（図２において上下方向）へ摺動自在に設けられている。デテントロッド３１は、その一端をケーシング３０の支持凹部３０ｂ及びケーシング３０に螺装されるキャップ３２により支持されている。

デテントロッド３１のキャップ３２側端部には、キャップ３２に螺装されたアジャストボルト３３が一体的に形成されている。そして、デテントロッド３１は、アジャストボルト３３を回転させることで長手方向へ摺動可能に構成されており、通常はロックナット３４により位置固定されている。デテントロッド３１の略中央部には、固定部３１ａが形成され、前記ピン２７の他端部２７ｂが、ケーシング３０の空間３０ａ内に固定部３１ａと位置を合わせて挿入されている。ピン２７の他端部２７ｂの径と、固定部３１ａの幅（デテントロッド３１の軸心方向の長さ）とは、略同一に構成されている。

ケーシング３０の空間３０ａ内においては、デテントロッド３１の固定部３１ａの両側に、バネ受け３５・３５がデテントロッド３１の軸心方向へ摺動自在に設けられている。バネ受け３５・３５は、ケーシング３０とバネ受け３５との間に介装されるバネ３６、及びキャップ３２とバネ受け３５との間に介装されるバネ３６により固定部３１ａ方向へ付勢されている。バネ受け３５・３５により、デテントロッド３１の固定部３１ａ及びピン２７の他端部２７ｂが、共に両側から挟みこまれる構成となっている。

変速操作レバー２９は、ケーシング３０により回動軸３７を中心に回動自在に支持されており、回動軸３７の外周部には、捩じりバネ２８が回動自在に外嵌され、捩じりバネ２８によりピン２７の他端部２７ｂが挟持されている。また、回動軸３７には、この回動軸３７と一体的に回動する連動アーム３９が固設されており、連動アーム３９は、捩じりバネ２８により挟持されている。

変速操作レバー２９を回動操作すると、回動軸３７に固設される連動アーム３９及び連動アーム３９を挟持する捩じりバネ２８が一体的に回動され、さらに、捩じりバネ２８に挟持されるピン２７が、捩じりバネ２８と一体的に回動される。すなわち、変速操作レバー２９を回動操作すると、ピン２７が連動アーム３９及び捩じりバネ２８を介して一体的に回動されて、前記スプール２２を摺動操作するように構成されている。このようにして、変速操作レバー２９、回動軸３７、連動アーム３９及び捩じりバネ２８等により変速操作レバー部が構成されている。

また、変速操作レバー２９が回動操作されていない状態では、ピン２７の他端部２７ｂがデテントロッド３１の固定部３１ａと共にバネ受け３５・３５により挟み込まれているので、ピン２７は、固定部３１ａの位置でその回動位置を保持される。そして、本実施例におけるＨＳＴ１においては、変速操作レバー２９に操作力がかかっておらず、ピン２７が一端部２７ａの位置でバネ受け３５・３５により保持されている状態では、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置に位置するように調節されている。このように、中立位置保持機構３は、デテントロッド３１、バネ３６・３６及びバネ受け３５・３５によって、ピン２７及び油圧サーボ機構２を通じて、ＨＳＴ１の油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａを、中立位置に保持するように構成されている。

また、中立位置保持機構３を、油圧サーボ機構２のスプール２２を駆動するスプール駆動部としてのピン２７と同一幅を有した固定部３１ａをデテントロッド３１に形成し、固定部３１ａとピン２７との両方を、バネ３６により付勢されるバネ受け３５・３５にて両側から挟み込んで中立位置を保持する構成としたので、中立位置保持機構３の構成を簡素化するとともに小型化することができ、可動斜板１０ａの中立位置の調整も容易となる。さらに、バネ３６・３６の付勢力を止め輪等の付加部材により受けることが不要となるだけでなく、止め輪が外れる等の故障を防止でき、耐久性及び中立位置保持の精度を向上できる。

中立位置保持機構３は、前記油圧サーボ機構２を介して該可動斜板１０ａと連動連結するピン２７を捩じりバネ２８等により付勢支持して、該可動斜板１０ａの中立位置を保持するように構成されている。そして。スプール２２を摺動させるピン２７の中途部に、連動アーム３９及び捩じりバネ２８を介して変速操作レバー２９の回動軸３７を係合して、変速操作レバー２９の回動操作によりピン２７が一体的に操作されるように構成され、かかる係合部の一側に延出するピン２７の一端部２７ａにてスプール２２を駆動し、係合部の他側に延出するピン２７の他端部２７ｂにてテデントロッド３１に係合して中立位置を位置決めするように構成されている。

また、ピン２７は、中途部２７ｃより一端部２７ａ側を支持アーム６１によって回動自在に支持されている。このように、スプール２２と中立位置保持機構３との間を直線状に最短距離で結ぶピン２７の途中部を支持するため、中立保持の位置精度やスプール２２の制御の精度を向上でき、中立位置保持機構３やスプール２２の制御機構を小型化できる。

次に、中立位置保持機構３における中立位置調整機構について、以下に説明する。
図２に示すように、デテントロッド３１は、キャップ３２に螺装されるアジャストボルト３３を回転させることにより、軸心方向へ移動することができる。そして、固定部３１ａの位置でピン２７が保持された状態で、可動斜板１０ａが中立位置からずれている場合に、アジャストボルト３３を回転してデテントロッド３１の固定部３１ａの位置を調節し、固定部３１ａの位置でピン２７が保持された状態で、可動斜板１０ａが中立位置に位置するように調整することが可能である。

このように、中立位置保持機構３は、中立位置の微調整を行うアジャスト機構（中立位置調整機構）を具備し、このアジャスト機構は、外部に突出するアジャストボルト３３を回転操作することにより、可動斜板１０ａの中立位置調整を行うように構成しているので、中立位置保持機構３を分解したりすることなく、外部から操作可能となり、かかる中立位置の調整作業が容易となる。

なお、デテントロッド３１は、その両端をケーシング３０の支持凹部３０ｂ及びキャップ３２により支持される両持ち構造として構成することで、デテントロッド３１の支持強度を向上させ及び中立位置保持機構３等の精度を向上することができる。また、デテントロッド３１は、例えばキャップ３２のみにより支持する片持ち構造に構成することで、ケーシング３０の支持凹部３０ｂの加工が不用となり、ケーシング３０の肉厚を薄く形成できるため、製造コストを低減することができる。

次に、中立位置保持機構３における回転制限機構について、以下に説明する。
図２乃至図５に示すように、ケーシング３０内には、可動斜板１０ａの最大回動角を規制する回転制限機構が構成されている。すなわち、デテントロッド３１における固定部３１ａの両端部側には、段差部３１ｂ・３１ｂが形成されており、デテントロッド３１の軸心方向に摺動するバネ受け３５・３５が、段差部３１ｂ・３１ｂに係止するように構成されている。変速操作レバー２９の回動操作によりピン２７が回動されると、ピン２７が回動される方向のバネ受け３５が、バネ３６の付勢力に抗してピン２７と共にデテントロッド３１の端部側方向へ摺動する。バネ受け３５が一定量摺動すると、やがて段差部３１ｂに係止して、該バネ受け３５及びピン２７は、それ以上端部側方向へ移動できなくなる。

このように、中立位置保持機構３は、デテントロッド３１に形成した段差部３１ｂによりピン２７の回動量を制限し、これにより可動斜板１０ａの最大回動角を規制するように構成されているので、可動斜板１０ａの中立位置からの最大回動角を精度良く正確に設定することができるとともに、耐久性が向上して長期間高精度を保つことができる。さらに、デテントロッド３１の固定部３１ａと段差部３１ｂ・３１ｂとの間のストロークの調整を、デテントロッド３１を加工する際の機械的な加工精度により決定することで、デテントロッド３１をケーシング３０に組み込んだ後は、この回転制限機構の調整を行う必要がなくなり、例えば、出荷時における調整工程を省くことができる。

次に、中立位置保持機構３におけるオーバーストローク機構について、以下に説明する。
図２乃至図５に示すように、ケーシング３０内には、回転制限機構により制限されるピン２７の回動量以上に変速操作レバー２９が回動操作された場合に、変速操作レバー２９の回動操作を吸収するオーバーストローク機構が構成されている。上述のように、ピン２７は、変速操作レバー２９の回動操作により連動アーム３９及び捩じりバネ２８を介して一体的に回動される。そして、このピン２７が一定量回動されて、前記回転制限機構により回動を制限されてそれ以上回動できなくなると、捩じりバネ２８に挟持されて変速操作レバー２９と一体的に回動する連動アーム３９が、捩じりバネ２８の付勢力に抗してこれを広げながら回動する。

このように、オーバーストローク機構は、ピン２７が回転制限機構により回動を制限された後は、連動アーム３９のみが捩じりバネ２８を広げながら回動して、変速操作レバー２９の回動操作力が、ピン２７に直接かからないように構成している。このように構成することで、変速操作レバー２９が過剰に回動操作された場合でも、ピン２７・バネ受け３５・デテントロッド３１等に無理な力がかかって、これらの部材や油圧サーボ機構２が破損したり、中立位置保持機構３の調整が狂ったりするのを防止できる。

以上のように構成した中立位置保持機構３等を内装するケーシング３０は、ＨＳＴ１のハウジング１２に、後述する負荷制御機構４のシリンダ４１を介して装着されている。そのため、ケーシング３０に内装される中立位置保持機構３、回転制限機構及びケーシング３０のハウジング１２への装着面側に配置されるオーバーストローク機構は、ケーシング３０を負荷制御機構４のシリンダ４１を介してハウジング１２に装着することで、該ハウジング１２とケーシング３０とによって内包することができる。そのため、各機構の構成部材に泥やごみ等の異物が付着することがなく、動作不良が発生したり、外部からの衝撃により各調節が狂ったりすることを防止することができる。また、各機構を小型に構成することができるとともに、コスト低減を図ることが可能となる。

さらに、本実施例に係るＨＳＴ１において、前記固定部３１ａを、デテントロッド３１に一体的に形成するだけでなく、ケーシング３０に一体的に形成して、低コスト化を図ることもでき、固定部３１ａを別体に形成して、デテントロッド３１やケーシング３０に取り付けてもよい。ピン２７及び固定部３１ａを両側から挟み込むバネ受け３５・３５は、外周部を強固なブロック材にて構成されるケーシング３０によりガイドされているので、ピン２７を精度よく位置決めすることができる。

なお、油圧モータ１１側には、最大斜板位置保持機構１０３が構成され（図１参照）、この最大斜板位置保持機構１０３によって、油圧モータ１１の可動斜板１１ａを常時最大斜板位置で保持するように構成される。最大斜板位置保持機構１０３は、前記中立位置保持機構３と略同様に構成される。また、最大斜板位置保持機構１０３には、０度位置調整機構が構成され、可動斜板１１ａが０度位置からずれている場合に、アジャストボルト３３を回転して可動斜板１１ａが０度位置に位置するように調整することが可能である。

次に、負荷制御機構４・１０４の構成について、以下に説明する。
図１及び図６に示すように、本実施例における負荷制御機構４は、スプール４０をシリンダ４１に摺動自在に内挿し、ＨＳＴ１のメイン油路１３からシリンダ４１に供給される圧油によってスプール４０が押動され、油圧サーボ機構２等による油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの制御とは独立に可動斜板１０ａの斜板角度の制御を行うものである。この負荷制御機構４は、シリンダ４１、スプール４０等からなり、該シリンダ４１は、ＨＳＴ１のハウジング１２の一側に配設され、油圧サーボ機構２と中立位置保持機構３との間に位置するように構成されている。

シリンダ４１は、ＨＳＴ１のハウジング１２の略平面である側壁面に沿って長状に形成され、このシリンダ４１の上方に開口したシリンダ孔４２が穿設され、このシリンダ孔４２に略円柱状のスプール４０が摺動自在に内挿されている。シリンダ孔４２の開口端には、ＨＳＴ１のメイン油路１３と給排油路１４を介して接続される管継部４３が螺着され、給排油路１４（管継部４３）を介してメイン油路１３内の圧油がシリンダ４１内に給排される。シリンダ４１の上下中途部には、左右方向に開口された開口部４１ｂが貫設されている。

ここで、図７に示す油圧回路図を参照すると、メイン油路１３に作動油を供給する油圧ポンプ（チャージポンプ）５０は、エンジン１５からポンプ軸５１を介して駆動されて、オイルタンク５２から油を吸入する。この油圧ポンプ５０の吐出口には油路５３が接続され、油路５３は逆止弁５４ａ・５４ａ付きのリリーフ弁５４・５４を介してＨＳＴ１内部に施設されたメイン油路１３に接続される。なお、油路５３の中途部には調整弁５５が配設される。このメイン油路１３は油圧ポンプ１０と油圧モータ１１の間で閉回路を構成し、前記給排油路１４は油圧モータ１１を前進回転させるときに高圧となる側の油路に接続される。このようにして油圧ポンプ５０からの油は、油路５３を介して低圧側の油路の油圧が調整弁５５で規定する油圧よりも低くなるとメイン油路１３に供給され、高い場合は調整弁５５によってＨＳＴ１のハウジング１２内の油溜り５６にドレンされて、メイン油路１３に供給される油の流量が調整される。

可変容積型の油圧ポンプ１０は、油圧ポンプ５０から駆動軸５７を介してエンジン１５からの駆動が伝達され、かかる駆動力によって前記シリンダブロック等が回転駆動される。この油圧ポンプ１０は、メイン油路１３を介して同じく可変容積型の油圧モータ１１と流体的に接続され、油圧ポンプ１０から吐出された圧油が油圧モータ１１に給排される。この油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａは、上述のように油圧サーボ機構２、中立位置保持機構３及び負荷制御機構４等によって、その斜板角度が制御されている。油圧サーボ機構２等には、メイン油路１３から油路５８を介して圧油が給排されており、最終的にはＨＳＴ１内の前記油溜り５６に排出される。負荷制御機構４は、メイン油路１３から給排油路１４を介して圧油を給排され、かかる圧油を受けてシリンダ４１に内挿されたスプール４０が摺動される。

また、油圧モータ１１の可動斜板１１ａを傾動制御するための手段して、油圧ポンプ１０と同様に油圧サーボ機構２や負荷制御機構１０４等が接続されている。油圧モータ１１は、メイン油路１３を介して油圧ポンプ１０と流体的に接続され、油圧ポンプ１０より吐出された圧油によってシリンダブロック等が回転駆動されて出力軸５９が回転駆動する。この出力軸５９の回転駆動は、図示せぬ車軸駆動用の走行軸や作業機の駆動用の駆動軸等に伝達される。この油圧モータ１１の構成等に関しては、後述する。

まず、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４の構成について、以下に詳述する。
図６に示すように、管継部４３は、シリンダ孔４２の内側面と油密的に密着して螺着されている。管継部４３の内部には油給排ポート４３ａが設けられ、この油給排ポート４３ａに、給排油路１４を介してＨＳＴ１のメイン油路１３から圧油が導かれて、油圧を検知できるようにしている。管継部４３には、シリンダ孔４２の内面側に開口したピン孔４３ｂが穿設され、ピン孔４３ｂの内側壁にピン４４が密着して摺動自在に挿入され、ピン４４の一端部がスプール４０の側面に当接している。また、ピン孔４３ｂは、オリフィス４３ｃを介して管継部４３の内部に設けられた油給排ポート４３ａに接続されている。油給排ポート４３ａ内の圧油は、オリフィス４３ｃを介してピン孔４３ｂ内に充填され、メイン油路１３内の油圧に応じてピン４４が摺動されるようにしている。例えば、メイン油路１３の油圧が高くなるとピン孔４３ｂからピン４４が押し出され、該ピン４４がピン孔４３ｂから押し出されると、スプール４０はピン４４に押圧されて下方向に摺動される。

スプール４０は、長手方向の略中央部に長穴状の貫通孔４０ｂが貫設され、貫通孔４０ｂに前記ピン２７の一端部２７ａが挿通される。この貫通孔４０ｂは、シリンダ４１のシリンダ孔４２にスプール４０を内挿した状態で、前記シリンダ４１の開口部４１ｂに連通している。このようにシリンダ４１は、ハウジング１２及びケーシング３０の間に介設されるため、シリンダ４１等の一方がハウジング１２及びピストン２１側面に開口した開口１２ａ・開口２１ａに連通し、他方がケーシング３０の側面に開口した開口部３０ｃと連通するように構成されている。前記ピン２７は、この貫通孔４０ｂ等を介して負荷制御機構４（シリンダ４１、スプール４０等）を短手方向に貫通している。

スプール４０は、貫通孔４０ｂの開口縁部に切り欠き部４０ａが形成され、この切り欠き部４０ａがピン２７の中途部２７ｃに当接される。該中途部２７ｃはピン２７よりも半径方向に大きく形成されている。スプール４０の貫通孔４０ｂは、ピン２７の軸半径よりも大きく開口されているため、該ピン２７がシリンダ４１の長手方向に沿って略平行に移動しても、ピン２７が貫通孔４０ｂの側壁に当接することはないが、切り欠き部４０ａがピン２７の中途部２７ｃに当接して、スプール４０とピン２７とが一体的に摺動するように構成されている。

次に、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４の構成について、以下に説明する。
図１及び図８に示すように、油圧モータ１１用の油圧サーボ機構２、最大斜板位置保持機構１０３等は、油圧ポンプ１０用の油圧サーボ機構２、最大斜板位置保持機構１０３と略同一に構成されている。そして、本実施例における油圧モータ１１は、可変容積型に構成され、油圧サーボ機構２によって可動斜板１１ａの斜板角度が制御されるとともに、油圧サーボ機構２を介して、可動斜板１１ａと連動連結するピン２７を捩じりバネ２８等により支持して可動斜板１１ａの最大斜板位置を保持するように構成されている（最大斜板位置保持機構１０３）。

油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４は、シリンダ４１に配設されており、特に、本実施例におけるシリンダ４１には、前記ハウジング１２に並列に配置された油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１のそれぞれに対応する油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４及び油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４が一体的に内設されている。すなわち、シリンダ４１には、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４を構成するスプール４０等が設けられるとともに、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４を構成するスプール１４０等が一体的に設けられている。

負荷制御機構４・１０４をＨＳＴ１の側壁に一体として設けることで、シリンダ４１を着脱すれば各負荷制御機構４・１０４を一度に着脱でき、負荷制御機構４・１０４のメンテナンスが容易となって、作業性が向上する。また、各負荷制御機構４・１０４は略同じように構成されるため、部品の種類を減少して、製造工程を簡素化できる。ただし、負荷制御機構としては、それぞれ油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４のみ、もしくは油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４のみをそれぞれ単独で配設するようにしてもよい。かかる場合であっても、後述するように各可動斜板の制御が容易となるため好ましいからである。

負荷制御機構１０４は、シリンダ４１の下方に開口したシリンダ孔１４２が上下方向に穿設され、開放端部に管継部１４３が嵌設され、該管継部１４３は継手１４８、配管（油路１８）を介して油圧ポンプ５０の吐出側と接続されている。このシリンダ孔１４２には、略円柱状のスプール１４０が摺動自在に内挿される。スプール４０がシリンダ孔１４２に挿入された状態で、シリンダ孔１４２の奥部に内シリンダ１４５が相対位置変動不能に固定され、該内シリンダ１４５にピン孔１４４ａが穿設され、ピン孔１４４ａにピン１４４がピン孔１４４ａの内側壁に密着して挿入され、ピン１４４の一端部がスプール１４０の下側面に当接している。

ピン孔１４４ａには、ピン１４４の他端部との間に油溜り１４６が形成されており、油溜り１４６にメイン油路１３が連通される。ただし、本実施例ではシリンダ４１を共用しているため、油溜り１４６に前記油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４を介してメイン油路１３と連通される（図７参照）。すなわち、負荷制御機構４において、前記管継部４３の外周面とシリンダ孔４２の内周面との間に油溜り４６が形成され、油溜り１４６に接続された給排管１７と油孔４３ｄを介して油給排ポート４３ａに接続される。

スプール１４０は、長手方向の略中央部に長穴状の貫通孔１４０ｂが貫設されており、貫通孔４０ｂは、シリンダ孔１４２にスプール１４０を内挿した状態で、シリンダ４１の左右方向に貫通された開口部４１ｂと連通されている。上述したように、シリンダ４１はハウジング１２及びケーシング３０の間に介設されていることから、油圧サーボ機構２を介して油圧モータ１１の可動斜板１１ａと連動連結するピン２７が、貫通孔１４０ｂ等を介して負荷制御機構１０４（シリンダ４１、スプール１４０等）を短手方向に貫通している。

スプール１４０には、貫通孔１４０ｂの開口縁部に切り欠き部１４０ａが形成され、切り欠き部１４０ａは、ピン２７に設けられた中途部２７ｃと当接するように構成されている。なお、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４は、可動斜板１１ａの斜板角度が最大に傾動された状態で切り欠き部１４０ａに中途部２７ｃが当接して通常位置とされている。このように構成することで、負荷制御機構１０４によって油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度が小さくなる方向に傾動制御するとともに、かかる斜板角度を制御してトルクを制御ができる。詳細は、後述する。

以上のように構成されるＨＳＴ１は、エンジン１５に負荷トルクが生じた場合には、ＨＳＴの油圧ポンプ１０及び油圧モータ１１の可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度を、変速操作レバー２９による制御とは別に負荷制御機構４・１０４によって制御して、エンジン１５のエンストを防止するように構成されている。

次に、負荷制御機構４・１０４による制御を、以下に説明する。
油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４は、上述のように、メイン油路１３内の圧油が給排されるシリンダ４１と、このシリンダ４１に摺動自在に内挿され、かつピン２７と係合するスプール４０とで構成される。そして、該スプール４０が、負荷によるシリンダ４１（油給排ポート４３ａ）内の圧油の上昇によってピン４４を介して押圧されることで、前記捩じりバネ２８の付勢力に抗してピン２７を係合しながら移動させ、上述した油圧サーボ機構２等による傾動操作とは独立に、可動斜板１０ａの斜板角度が制御される。

図９を参照して、通常、ピン４４はバネ４５の付勢力よりスプール４０を介してピン孔４３ｂに押し込まれた状態で位置決めされている（図９（ａ）参照）。ＨＳＴ１を載置した作業車両を走行させる際に、変速操作レバー２９が図示せぬリンク機構を介して回動操作されると、ピン２７が変速操作レバー２９と一体的に移動され、ピン２７がシリンダ４１の開口部４１ｂおよびスプール４０の貫通孔４０ｂを略平行に移動し、油圧サーボ機構２のスプール２２がピン２７と連動して摺動され、スプール２２の摺動により油路が切り換えられてピストン２１が摺動され、該ピストン２１に係合する油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが傾動される（図９（ｂ）参照）。本実施例では、停止した作業車両を前進走行させるために変速操作レバー２９が回動された場合は、ピン２７は上方向に移動され、これに連動して可動斜板１０ａが徐々に傾動されて、斜板角度が大きくなるように制御される。この可動斜板１０ａの傾動操作は、前記油圧サーボ機構２や中立位置保持機構３等によって制御される。

このような状態で、走行部に負荷がかかると、ＨＳＴ１内のメイン油路１３の高圧（前進）側の油圧が上昇し、すなわち油給排ポート４３ａ内の油圧が高くなる。この圧油を受けてピン４４がスプール４０を下方に押圧し、スプール４０の切り欠き部４０ａが中途部２７ｃに当接して、捩じりバネ２８がピン２７を挟持する付勢力、および、バネ４５とチャージ圧に抗してスプール４０を下方に摺動する（図９（ｃ）参照）。一方で、負荷が軽減してメイン油路１３内の油圧が低減し、油給排ポート４３ａ内の油圧が低くなると、捩じりバネ２８の付勢力によってピン２７が変速操作レバー２９により設定された位置に戻そうとして、ピン４４はバネ４５およびチャージ圧によりピン孔４３ｂ内に押し込むようにスプール４０を上方に摺動して、可動斜板１０ａの斜板角度が大きくなるように制御されるのである。そして、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａは、変速操作レバー２９等による所定位置で再び位置決めされる。

すなわち、作業車両が通常走行している場合は、ＨＳＴ１の出力回転数は変速操作レバー２９の回動操作によって増減される。そして、低速で作業機によるローダ作業を行う場合等は、大きな牽引力を必要とするために出力軸５９（車軸）に負荷トルクがかかり、かかる負荷はエンジン１５にもかかりエンジン馬力を超えるとエンストしてしまう。そこで、かかるエンストを防止するために、メイン油路１３内の油圧が増加するとメイン油路１３の圧油を受けてシリンダ４１内のスプールが摺動されるように構成して、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が小さくなるように制御するのである。つまり、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度を小さくして、油圧ポンプ１０からの圧油の吐出量を減少させて車速が低減するように制御することで、エンジン１５のエンストを防止するように構成されている。

図１０に示すように、エンジン１５の車速（ｋｍ／ｈ）に対する牽引力（ｋｇ・ｆ）の関係は、エンジン馬力線Ａで表される。作業車両においては、車軸の駆動力に加えて、作業機を駆動させるための駆動力が必要であることから、走行時Ｈには、牽引力は不要であるため高速走行が可能であり、ローダ突込み時Ｍには、作業車両に配設されたローダ作業機を地面に突っ込ませるための牽引力を生み出すために中速トルクを生起するように構成されている。そして、ローダ作業時Ｌには、ローダ作業機を駆動させて作業を行うための牽引力を要するため、さらに大きな低速トルクを生起することが可能なように構成される。

このようなエンジン１５を搭載した作業車両においては、エンジン馬力線Ａに対応する所定の牽引力を超える負荷がかかるとエンストしてしまうため、従来は、変速装置等によって車速を下げることで牽引力を大きくする（高トルクとなる）ように手動で操作したり、作業車両に予め馬力の大きなエンジンを搭載したりして、エンストを防止するように構成されていた。例えば、作業機の使用時や登坂走行時に、所定の車速に対応する牽引力を超える負荷がエンジン１５にかかるとエンストしてしまうため、オペレータ等が変速レバーやアクセルペダル等を操作して作業車両の車速を中速もしくは低速に調整する必要があった。

本実施例では、以上のように構成した負荷制御機構４によって、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度を自動的に傾動するように制御して、エンストを効果的に防止することがきるのである。特に、本実施例に係るＨＳＴ１は、この負荷制御機構４を、シリンダ４１とスプール４０とで構成して、メイン油路１３の油圧に応じてスプール４０を摺動させるとともに、スプール４０をピン２７と係合させて捩じりバネ２８の付勢力に抗してピンを移動させるように構成しているため、可動斜板１０ａを精度よく制御することができる。また、変速操作レバー２９による傾動操作に拠らずに、負荷がかかると自動的に可動斜板１０ａを傾動させて、エンストを防止するように制御できるため、走行運転の際の操作が簡易となる。

なお、油圧モータ１１の負荷制御機構１０４も負荷制御機構４と同様に、油圧モータ１１の可動斜板１１ａを自動的に傾動させて、その斜板角度を制御するように構成されている。ただし、油圧モータ１１は、可動斜板１１ａの斜板角度が停止時において最大となるように調整されており（最大斜板位置調整機構１０３）、作業車両が走行するにつれて、その斜板角度が小さくなるように制御されている。負荷制御機構１０４においても、まず変速操作レバー２９が操作されると、これと一体的に移動されたピン２７が捩じりバネ２８により所定の状態で位置決めされる。かかる状態で、エンジン１５に負荷がかかり、ＨＳＴ１内のメイン油路１３の油圧が上昇して、給排管１７を介して油溜り１４６の油圧が高くなると、この圧油を受けてピン１４４がスプール１４０を下方に押圧し、スプール１４０の切り欠き部１４０ａが中途部２７ｃに当接して、捩じりバネ２８の付勢力およびチャージ圧に抗してこれを下方に摺動させる。すなわち、油圧モータ１１用の負荷制御機構１０４は、油圧ポンプ１０用の負荷制御機構４と同様に、メイン油路１３の油圧が高くなると、車速を低減するように、油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度を大きくするように制御するように構成されている。

図１１に示すように、本実施例に係るＨＳＴ１は、このような負荷制御機構４・１０４を配設して、ＨＳＴ１の車速に対する牽引力の関係を表した曲線Ｂが、破線で示したエンジン１５のエンジン馬力線Ａを超えないように、各油圧ポンプ１０および油圧モータ１１の可動斜板１０ａ・１１ａの斜板角度を制御、すなわち、負荷制御するように構成されている。

負荷制御機構４・１０４は、図１１における車速範囲ａ、すなわち低速領域では、主に油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度を制御し、また、車速範囲ｂ、すなわち中・高速領域では、油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度を制御する。車速範囲ａでは、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａは傾動自在に構成されおり、一方で油圧モータ１１の可動斜板１１ａは斜板角度が最大となる位置で固定されている。そして、車速範囲ａの最大値から車速範囲ｂに入ると、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が最大になると略同時に、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが位置固定されて、油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度が小さくなる方向に傾動される。本実施例では、車速範囲ａ・ｂで、油圧ポンプ１０と油圧モータとによる制御を切り換えるように構成することで、広い速度範囲の領域での制御を効率よく行えるように構成されている。

車速範囲ａでは、主に、負荷制御機構４によって油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が制御される。車速範囲ａは、本実施例の作業車両においては、ローダ作業機が使用されるため、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度を効率よく制御するために、負荷制御機構４は、前記スプール４０の一端側を前記シリンダ４１に内挿した弾性部材によって付勢するようにして、メイン油路１３の油圧の増減に対して、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度の増減が反比例するように構成されている。

具体的には、図６に示したように、シリンダ孔４２の他端において、シリンダ孔４２にスプール４０を内挿した状態で、スプール４０端部とシリンダ孔４２との間に空間４２ａが設けられ、空間４２ａには弾性部材としてバネ４５が配設される。バネ４５は、スプール４０の下側面に当接して前記ピン４４が押圧する方向とは逆の方向にスプール４０を付勢している。そのため、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａが中立位置に保持された状態では、スプール４０は、バネ４５の付勢力によってピン孔４３ｂにピン４４が押し込まれる方向（図６において上方）に付勢されている。さらの、空間４２ａには油路１８を介して前記油圧ポンプ５０の吐出側の油路５３と連通されて、ＨＳＴのチャージ圧が背圧として作用するように構成している。

こうして、低速走行の作業時において、走行負荷が高くなり、メイン油路１３の圧力が高くなり油給排ポート４３ａ内の圧油を受けてピン４４がスプール４０を押圧する力がバネ４５の付勢力とＨＳＴのチャージ圧を上回ると、ようやくスプール４０が下方に摺動されて、これと同時にピン２７が移動されて可動斜板１０ａが低速側に傾動され、減速することにより牽引力が高まる。このとき、変速ペダルまたは変速レバーを増速側に回動しても、連動アーム３９が捩じりバネ２８を回動するだけで、可動斜板１０ａが傾倒されることはなく、また、過負荷がかかりエンストを起こすこともない。そして、負荷が軽減して、バネ４５の付勢力とＨＳＴのチャージ圧を加えた力がピン４４のスプール４０を押圧する力を上回ると、スプール４０は、上方に摺動されてピン４４をピン孔４３ｂ内に押込み、変速ペダルで設定した位置（設定速度）に戻る。

メイン油路１３の圧油を受けて摺動するスプール４０に対して、これを弾性部材（バネ４５）とチャージ圧によって付勢することによって、メイン油路１３の油圧の増減に対して油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａの斜板角度が反比例するように制御される。例えば、メイン油路１３の圧油が増大するとこれに比例して車速が低減するように制御される。このように制御することによって、低速走行時にローダ作業機の使用する場合等のように牽引力を要する場合に、負荷制御機構４による斜板角度の制御を精度よくかつ効果的に行うようにして、低速トルクを増大させて上述したエンストを効果的に防止することができる。そして、チャージ圧を背圧として使用することにより、スプール４０を付勢するために弾性部材としてバネ４５を小さくすることができ、シリンダ４１等からなる負荷制御機構４の小型化を図ることができるとともに、部品点数の低減を図ることができる。

また、負荷制御機構４では、車速範囲ａでの最低速度が一定速度（最低速度ｃ）以下とならないように制御される。図６に示すように、前記空間４２ａにおいて、シリンダ孔４２の内側壁に、略円柱形に穿設された該シリンダ孔４２の軸心方向に向けてストッパ部４７が突出して形成される。ストッパ部４７は、空間４２ａの一端であって前記バネ４５の配置部をシリンダ孔４２の半径方向よりも縮小するようにして形成されて段部を形成している。ストッパ部４７の上面に前記スプール４０の下面が当接して、該スプール４０の下方への摺動位置を規制される。メイン油路１３の圧油を受けてピン４４によって下方に摺動されたスプール４０は、ストッパ部４７に当接すると下方への摺動が停止される。ただし、ストッパ部４７の構成は段部に限定するものではなく、軸心と直角方向にピンを挿入したり、スプール４０と反対方向より円筒状のネジを螺装してストッパ部４７の位置を調節きるように構成したりすることもできる。

上述のように、負荷制御機構４は、スプール４０が下方に摺動する際には、ピン２７を係合してこれを移動させることで、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａを斜板角度が小さくなるように制御する。ストッパ部４７によって、スプール４０の下方への摺動位置を規制することで、可動斜板１０ａはそれ以上傾動されることなく、換言すればそれ以上斜板角度が小さくなることはないため、油圧ポンプ１０からの出力トルクが一定となって、最低速度ｃで一定する。この最低速度ｃは、図１１のエンジン馬力線Ａよりも下側の領域にあり、エンストを生じることがない範囲にある。このように、負荷制御機構４において、最低速度ｃで一定となるように制御することで、必要以上に車速を低減することがなく、作業機による作業を行うための牽引力を確保して、かかる作業を効率よく行うことができる。

さらに、負荷制御機構４によって、車速範囲ａにおける低速走行時のＨＳＴ１の牽引力が、エンジン馬力（図１１のエンジン馬力線Ａ参照）の牽引力の略半分程度となるように制御される。車速範囲ａでは、主にローダ作業が行われるため走行負荷が大きく、エンジン１５にかかる負荷も大きい。そこで、低速走行時の牽引力が、エンジン１５（エンジン馬力）の牽引力と比べて略半分となるように制御することで、予めかかるエンジン馬力に対して余裕を持たせて、走行に使用する以外に負荷トルクが大きくなる作業を行う際であっても、エンストを確実に防止することができる。

また、図１１における車速範囲ｂでは、主に、負荷制御機構１０４によって油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度が制御される。具体的には、この車速範囲ｂでは、負荷制御機構１０４は、スプール１４０の一端側であってシリンダ４１内にチャージ圧をかけて、過負荷となったときに前記メイン油路１３内の油圧によりスプール１４０を摺動させて油圧モータ１１の可動斜板１１ａを減速側に回動するように制御するように構成される。このように構成することで、作業車両を路上等高速で走行する時は作業機等を使用しないため、エンジン１５に大きな負荷がかからず、また曲線Ｂがエンジン馬力線Ａに近似するように制御することができ、エンジン１５の駆動を効率よく出力できる。

具体的には、図８に示したように、負荷制御機構１０４において、前記スプール１４０と管継部１４３との間に空間１４２ａが形成され、空間１４２ａに、油圧ポンプ５０の吐出側の油路５３から分岐した油路１８からチャージ圧（圧油）が供給されている。かかるチャージ圧によって、ピン１４４がスプール１４０を押圧する方向とは逆の方向（Ｘ方向）にスプール１４０を押圧している。スプール１４０は、このチャージ圧によってピン１４４をピン孔１４４ａに押し込む方向に押圧される。ピン１４４がスプール１４０を押圧して、その力がチャージ圧を上回ると、ピン１４４がスプール４０を下方に摺動させる。負荷が軽減され、チャージ圧がピン１４４のスプール１４０を押圧する力を上回ると、スプール１４０を押圧して上方に摺動させ、ピン１４４がピン孔１４４ａ内に押込まれる。

このように、車速範囲ａでは、油圧ポンプ１０のみ操作され、油圧モータ１１は操作されず低速側に保持されている。車速範囲ｂの高速側の範囲では、油圧ポンプ１０は高速側に保持され、油圧モータ１１のみ操作され、速度を上げる場合には中途部２７ｃが低速側から高速側、即ち、Ｘ方向に回動される。車速範囲ｂではメイン油路１３の油圧が一定となるように油圧モータ１１の可動斜板１１ａの斜板角度を制御する。車速範囲ｂの範囲における負荷制御機構１０４は、車速範囲ｂにおいて負荷が大きくなり、メイン油路１３の油圧が高くなると、チャージ圧に抗してピン１４４を介してスプール１４０をＹ方向に摺動させる。すなわち、中途部２７ｃを低速側に回動させ、油圧モータの容量を大きくしてメイン回路１３の油圧を下げるとともに、牽引力も高める。このとき、油圧ポンプ側の空間４２ａ内ではチャージ圧にバネ４５のバネ圧が加わっているため、スプール４０は摺動することがなく、高速側に保持されている。そして、負荷が軽減されると、メイン油路１３内の油圧が低下しチャージ圧によりスプール１４０を押して、変速ペダルで設定した位置まで中途部２７ｃは戻される。

なお、上述の負荷制御機構４・１０４は油圧ポンプ１０のみに設けることも、油圧モータ１１のみに受けることも、油圧ポンプ１０と油圧モータ１１の両方に設けることも可能であり、作業の種類や走行車輌の種類や負荷等を香料して選択的に設けることが可能である。

このように、負荷制御機構４・１０４のスプール４０・１４０を、メイン油路１３からの圧油を受けて摺動するピン４４・１４４によって押圧するとともに、スプール４０・１４０の他端をチャージ圧によって対抗するように押圧することによって、ＨＳＴ１に必要なチャージ圧を利用することができて、簡易な構成によって油圧ポンプ１０等の自動制御が可能となり、弾性部材を小さく構成することができ、安価な付勢手段を得ることができる。スプール４０・１４０を精度よく摺動させて、負荷制御機構４・１０４による可動斜板１０ａ・１１ａの制御の精度が向上し、コンパクトに構成することができる。

次に、ＨＳＴ１の後進走行時の制御機構について、以下に説明する。
図１２は、トランスミッションのリリーフ圧曲線Ｃとエンジン馬力線Ａとの関係を示したものである。ＨＳＴ１は、コーナ馬力ｃをエンジン出力より少し下になるように油圧ポンプ１０の後進側容量を制限し、後進走行時の油圧モータ制御領域のリリーフ圧曲線Ｃが、エンジン馬力線Ａを超えることなく略一致するように構成される。すなわち、油圧ポンプ１０による速度制御から油圧モータ１１による速度制御に切り替わる点をコーナ馬力ｃとすると、後進走行時は前述のメイン油路１３からの圧油により負荷制御機構４・１０４を作動させる負荷制御は行わず、メイン油路１３の油圧が設定圧を超えるとリリーフさせるように制御している。そして、後進走行側に変速すると、油圧ポンプ１０の可動斜板１０ａがマイナス側（中立位置から前進方向と反対側）に回動される。そして、後進時のＨＳＴ１の閉回路は、もう一方のメイン油路１３Ｒが高圧となるので、前記負荷制御機構４は作動することはない。そして、エンジン１５のコーナ馬力ｃがエンジン馬力線Ａを超えることがないようにリリーフバルブ５４ａが作動して、油圧ポンプ１０からの圧油は油圧モータ１１を駆動せずに走行を停止して、エンストは回避される。

このように、すなわち、ＨＳＴ１は、上述したように前進走行時に負荷がかかった場合には、前記負荷制御機構４・１０４によって可動斜板１０ａ・１１ａが傾動されて、車速が自動的に減少して牽引力が高められるように制御されるものであるが、後進走行時は、このような負荷制御機構４・１０４に拠らずに、圧油をリリーフさせて低コストで走行性能を落とすことなくエンストを防止するように構成されている。オペレータにおいては、後進走行時は、エンストを防止するために適宜変速操作を行う必要がないため構成が簡単となる。また、走行が停止してしまった場合であっても、再び走行ペダル（図略）等を踏動し直して走行を開始すればよく、エンストしてエンジン１５を起動し直す手間が省ける。

なお、本実施例では、作業車両のトランスミッション構造において、ＨＳＴ１を用いた主変速機構に加えて、変速時の操作性に優れ、さらにエネルギー効率に優れることからＨＳＴ１と差動機構を組み合わせた油圧・機械式無段変速装置（ＨＭＴ）を用いてもよい。ＨＭＴに関する詳細な構成は、すでに公知技術であり本明細書での詳細な説明は省略する。

本発明に係る油圧式無段変速装置の全体的な構成を示した正面一部断面図。 中立位置保持機構を示す正面断面図。 同じく平面断面図。 同じく一側面図。 同じく他側面図。 油圧ポンプ用の負荷制御機構を示す正面断面図。 油圧式無段変速装置の油圧回路図。 油圧モータ用の負荷制御機構を示す正面断面図。 負荷制御機構による制御機構の一例を表した状態図。 エンジン馬力線図。 車速に対する牽引力の関係を表した図。 リリーフ圧とエンジン馬力線との関係を表した図。

符号の説明

１ 油圧式無段変速装置（ＨＳＴ）
２ 油圧サーボ機構
３ 中立位置保持機構
４、１０４ 負荷制御機構
１０ 油圧ポンプ
１０ａ 可動斜板
１１ 油圧モータ
１１ａ 可動斜板
１２ ハウジング
１３ メイン油路
２７ ピン（変速駆動部材）
２８ 捩じりバネ（弾性部材）
２９ 変速操作レバー
４０ スプール
４１ シリンダ

Claims (9)

1. 少なくともいずれか一方を可変容積型とした油圧ポンプ及び／又は油圧モータと、該油圧ポンプ及び／又は油圧モータの可動斜板の斜板角度を制御する油圧サーボ機構とを一体的に構成し、変速操作レバーの操作により該可動斜板を傾動させる油圧式無段装置において、
   前記油圧サーボ機構の可動斜板を傾動させる変速駆動部材を減速側に摺動させるアクチュエーターを一体的に設け、前記油圧ポンプと油圧モータとを接続する閉回路のメイン油路の圧油を該アクチュエーターに導き作動させる負荷制御機構とした、
   ことを特徴とする油圧式無段変速装置。
2. 前記油圧ポンプ側に構成される負荷制御機構は、前記メイン油路の圧油が給排されるシリンダと、該シリンダに摺動自在に内挿され、かつ、前記変速駆動部材と係合するスプールと、該スプールを一側に付勢する弾性部材とからなり、
   該スプールは、他側に前記メイン油路が連通され、負荷制御時には、前記弾性部材の付勢力に抗して前記変速駆動部材を係合しながら移動し、前記変速操作レバーによる傾動操作とは独立に前記可動斜板の斜板角度を制御する、
   ことを特徴とする請求項１に記載の油圧式無段変速装置。
3. 前記油圧モータ側に構成される負荷制御機構は、前記メイン油路の圧油が給排されるシリンダと、該シリンダに摺動自在に内挿され、かつ、前記変速駆動部材と係合するスプールとからなり、
   前記スプールは、他端側に前記メイン油路が連通され、一端側に前記メイン油路の圧油力に対抗して該スプールを略一定に押圧する弾性部材又は油圧力を設け、前記メイン油路内の油圧が略一定となるように、前記変速操作レバーによる傾動操作とは独立に前記可動斜板の斜板角度を制御する、
   ことを特徴とする請求項１に記載の油圧式無段変速装置。
4. 前記負荷制御機構は、前記メイン油路の油圧の増減に対して前記可動斜板の斜板角度の増減が反比例するように制御する、
   ことを特徴とする請求項２又は請求項３に記載の油圧式無段変速装置。
5. 前記負荷制御機構は、前記シリンダの内側壁にストッパ部を突設して、前記スプールの摺動位置を規制する、
   ことを特徴とする請求項２乃至請求項４のいずれか１項に記載の油圧式無段変速装置。
6. 前記負荷制御機構は、低速走行時の油圧式変速装置の牽引力がエンジン馬力の牽引力の略半分となるように前記可動斜板の斜板角度を制御する、
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の油圧式無段変速装置。
7. 前記負荷制御機構は、前記シリンダに、前記油圧ポンプ用のスプール及び前記油圧モータ用スプールをそれぞれ一体的に設けてなる、
   ことを特徴とする請求項２乃至請求項６のいずれか１項に記載の油圧式無段変速装置。
8. 前記負荷制御機構は、前記スプールが内挿されるシリンダ孔の一端側に、メイン油路内の圧油を受けて前記スプールを押圧するピンを設けるとともに、シリンダ孔の他端側にチャージ圧を導入して、ピンによるスプールの押圧に対抗させる、
   ことを特徴とする請求項２乃至請求項７のいずれか１項に記載の油圧式無段変速装置。
9. 前記請求項１乃至請求項８の油圧式無段変速装置の前記油圧ポンプの後進側容量を制限し、コーナ馬力をエンジン出力より少し下になるようにする事により、後進走行時の油圧モータ制御領域のリリーフ圧曲線が、エンジン馬力線を超えることなく略一致するように構成する、
   ことを特徴とする油圧式無段変速装置。

Images